汽車設計課程設計

43/52沈陽航空工業(yè)學院課程設計（講明書）課程名稱汽車設計課程設計專業(yè)機械設計制造及其自動化班級6406110學號200604061345姓名劉大慧指導教師王文竹目錄1汽車的總體設計-----------------------------11.1汽車總體設計的特點---------------------11.2汽車總體設計的一般順序--------------------11.3布置形式----------------------------31.4軸數的選擇------------------------------41.5驅動形式的選擇----------------------------42載貨汽車要緊技術參數的確定------------------------52.1汽車質量參數的確定------------------------52.1.1汽車載荷質量的確定-----------------------52.1.2整車整備質量的預估-----------------------52.1.3汽車總質量的確定------------------------52.1.4汽車軸數和驅動形式的確定--------------------52.1.5汽車的軸荷分配-------------------------52.2汽車要緊尺寸的確定------------------------62.2.1汽車軸距L確定-------------------------62.2.2汽車的前后輪距B1和B2---------------------62.2.3汽車前懸Lf和后懸LR的確定-------------------62.2.4汽車的外廓尺寸--------------------------62.3汽車要緊性能參數的確定----------------------72.3.1汽車動力性參數的確定---------------------72.3.2汽車燃油經濟性參數的確定------------------72.3.3汽車通過性性參數的確定-------------------82.3.4汽車制動性參數的確定--------------------83載貨汽車要緊部件的選擇和布置-----------------------93.1發(fā)動機的選擇與布置------------------------93.1.1發(fā)動機型式的選擇-------------------------93.1.2發(fā)動機要緊性能指標的選擇--------------------93.2輪胎的選擇-----------------------------113.3離合器的選擇---------------------------113.4萬向傳動軸的選擇--------------------------113.5主減速器的選擇-----------------------------114總體布置的計算------------------------------134.1軸荷分配及質心位置計算-----------------------134.1.1水平靜止時的軸荷分配及質心位置計算--------------134.1.2水平路面汽車滿載行駛時各軸的最大負荷計算-----------154.1.3制動時各軸的最大負荷計算-------------------164.2驅動橋主減速器傳動比i的選擇--------------------164.3變速器傳動比的選擇-------------------------174.3.1變速器一檔傳動比的選擇--------------------174.3.2變速器檔數和各檔傳動比的選擇-------------------175汽車動力性及燃油經濟性計算------------------------195.1汽車動力性能的計算--------------------------195.1.1驅動平衡的計算-------------------------195.1.2動力特性的計算--------------------------215.2功率平衡計算---------------------------235.3汽車燃油經濟性的計算----------------------------245.4汽車不翻倒的條件計算---------------------------265.4.1汽車不縱向翻倒的條件計算-----------------------265.4.2汽車不橫向翻倒的條件---------------------265.5汽車的最小轉彎半徑--------------------------26總結-------------------------------28參考文獻---------------------------------29s摘要汽車是由動力裝置、地盤車身、電器及儀表等部分組成，是載送人員和物資運輸的工具。而汽車設計的課程設計則是應用汽車設計的差不多理論，通過輔助課程機械制圖、畫法幾何、機械設計等來解決實際問題。是一叢綜合性專門強的課程設計。本次課程設計完成的任務是對規(guī)定部分參數的貨車設計，以便在工廠進行批量生產。本講明書是在滿足設計要求的前提下，首先是關于總體設計的分析，并制定了詳細的設計步驟。在對發(fā)動機的選取過程中，進行了較細致的分析。而關于要緊技術參數的確定，則給出了明確的公式和合理的依據。尤其是對各部件的質量分配及質心位置的確定，差不多上在不斷演算與嘗試改進中得以完成的。同時關于要緊性能參數，采納圖表形式，一目了然，便于分析綜合。在進行講明書的編寫過程中，參閱了大量的有關資料和設計手冊。，在講明書中都有詳細的體現。關鍵詞：汽車設計課程設計要緊技術參數總體布置1汽車的總體設計1.1汽車總體設計的特點汽車的總體設計是汽車設計工作中最重要的一環(huán)，它對汽車的設計的質量、使用性能和在市場上的競爭力有著決定性的阻礙。因為汽車性能的優(yōu)劣不僅與相關總成及部件的工作性能有緊密關系，而且在專門大程度上還取決于有關總成及部件間的協(xié)調與參數匹配，取決于汽車的總體布置。1.2汽車總體設計的一般順序(1)調查研究與初始決策；其任務是選定設計目標，并制定產品設計工作方針及設計原則，調查研究的內容應包括：老產品在服役中的表現及用戶意見；當前本行業(yè)與相關行業(yè)的技術進展，特不是競爭對手的新產品與新技術；材料、零部件、設備和工具等行業(yè)可能提供的條件；本企業(yè)在科研、開發(fā)及生產方面所取得的新成果等等，它們對新產品設計是專門有價值的。

(2)總體方案設計；其任務是依照領導決策所選定的目標及對開發(fā)目標制定的工作方針、設計原則等主導思想提出移車設想，因此又稱為概念設計或構思設計。為此要繪制不同的總體方案圖（比例為1：10）供選擇。在總體方案圖上進行初步布置和分析，對要緊總成只畫出大輪廓而突出各方案間的要緊差不，使方案對比簡明清晰。通過方案論證選出其中最佳者。

(3)繪制總布置草圖，確定整車要緊尺寸、質量參數與性能指標以及各總成的差不多型式。在總布置草圖上要較準確地畫出各總成及部件的外形和尺寸并進行認確實布置，對軸荷分配和質心高度作計算與調整，訓便較準確地確定汽車的軸距、輪距、總長、總寬、總高、離地間隙、貨廂或車身地板高度等，并使之符合有關標準和法規(guī)；進行性能計算及參數匹配。

(4)車身造型設計及繪制車身布置圖：繪制不同外形、不同方向、不同色彩的車身外形圖．制作相應造型的1：10整車模型；從中選優(yōu)后再制作精確模型。經征求意見、工藝分析評審及風洞試驗后作進一步修改，審定后用三坐標測量儀測量車身模型坐標點。(5)編寫設計任務書：作為對以后的設計、試驗及工藝預備的指導和依據。其內容常包括：任務來源、設計原則和設計依據；產品的用途及使用條件；汽車型號、承載容

量、布置型式及要緊技術指標和參數，包括空車及滿載下的整車尺寸、軸荷及性能參數，有關的可靠性指標及環(huán)保指標等；各總成及部件的結構型式和特性參數；標準化、通用化、系列化水平及變型方案；擬采納的新技術、新結構、新裝備、新材料和新工藝；維修、保養(yǎng)及其方便性的要求；續(xù)駛里程；生產規(guī)劃、設備條件及預期制造成本和技術經濟預惻等。有時也加進與國內外同類型汽車技術性能的分析和對比等。有的還附有汽車總布置方案草圖及車身外形方案圖。

(6)汽車的總布置設計：其要緊任務是依照汽車的總體布置及整車性能提出對各總成及部件的布置要求和特性參數等設計要求，協(xié)調整車與總成間、相關總成問、總成與有關部件間的布置關系和參數匹配關系，使之組成一個在給定使用條件下的使用性能達到最優(yōu)并滿足設計任務書所要求的整車參數和性能指標的汽車。其具體工作有:l)繪制汽車總布置圖：它是在總布置草圖和各總成、部件設計的基礎上用1:1或1：2的比例精確地繪出，用于精確操縱各部尺寸和位置，為各總成和部件分配準確的布置空間，因此又稱為尺寸操縱圖。要特不注意汽車整體布置的合理性，駕駛室和車廂內部布置應具有視野性好、駕駛操作方便、座位舒適、安全，維修方便等特點。

2)依照總布置設計確定的整車參數和性能指標提出對各總成和部件的設汁要求．包括結構型式、特性參數、尺寸與質量限制等。提供整車有關數據與計算載荷等。3)繪制轉向車輪跳動等有關部分的運動圖；用于校核布置空間以幸免發(fā)生運動千涉。

4)確定有關總成和部件支承的型式、結構參數與特性等，特不是對發(fā)動機前后支承、駕駛室支承和排氣管支承的位置和剛度要精心選擇。

5)確定各總成的質心位置，核算汽車空載和滿載時的軸荷分配及整車質心高度。6)制作模型進行布置空間的校核：通常制作1:l的車身內、外模型來檢查駕駛操作及上下車的方便性、視野范圍、乘坐空間及舒適性等。

7)汽車總成、部件及零件的選型與設計：其任務除了要保證總成和整車的性能指標外，還要考慮零部件本身的強度、壽命與可靠性等問題口

8)設計圖紙的工藝審查及必要的修改。

9)繪制汽車總裝配圖：其目的是進行圖面裝配校核，認真檢查相連接總成及部件的連接關系、連接部分的尺寸與配合以及拆裝的方便性；核算與標注汽車整車和有關總成與部件的安裝尺寸鏈，為汽車總裝作技術預備和提供依據。

10)試制、試驗、修改與定型。設計完成后投入樣品試制時，應考慮有一定數量的零部件和總成投人臺架試驗，至少有3一4輛樣車投人整車室內試驗與道路試驗。注意了解制造和裝配中的工藝問題及質量操盡情況并及時把關，杜絕不合格的樣品裝車。要查明整車、總成及零部件的尺寸參數、質量參數、性能參數是否符合設計要求及問題所在，以便修改圖紙或采取其他措施予以糾正。應按有關標準、法規(guī)進行全面的試驗，以檢查新產品的各項性能指標。1.3布置形式本車采納發(fā)動機位于前軸之上、駕駛室之正下方

如圖1.1所示。這時駕駛室布置在發(fā)動機之正L方．其前端形成較平坦的車頭．故具有這種布置方案的汽車屬于“平頭車”型。這種布置的優(yōu)缺點正好與長頭車相反．可獲得最短的軸距和車長尺寸；自重輕；機動性及視野性好；面積利用率高。但鴛駛室易受發(fā)動機的振動、噪聲、熱等阻礙，夏季悶熱；發(fā)動機罩突出于駕駛室內兩側座之間，不易設置中間座位；經在駕駛室內設置的可打開的艙口維修發(fā)動機，其接近性仍差，維修不方便，采納可翻傾式駕駛室雖可解決這一間題，但也帶來操縱的傳動機構的復雜化；這種布置方案使駕駛室地板最高，上下車不方便。關于上述缺點，目前已有許多改善措施，如對駕駛室采取隔熱、通風、密封、采暖、隔振等措施以及加裝空調設備等，再加之其原有的優(yōu)點，使平頭式（包括下述布置）方案在現代輕、中型載貨汽車內得到了廣泛采納，甚至某些重型載貨汽車也采納了平頭式方案，但在重型牽引車內則多采納長頭式布置。圖1.1平頭貨車軸數的選擇汽車的軸又稱為汽車的橋，按軸數汽車分為二軸汽車、三軸汽車和四軸汽車。轎車、輕型及以下的車輛均采納二軸型式；依照汽車的用途、總質量、使用條件、公路車輛法規(guī)及輪胎最大標定負荷，中型及以上的汽車多采納三軸，少數采納四軸。我國公路及橋梁限定雙軸汽車的前后軸負荷應分不不超過60kN和130kN，而三軸汽車的前軸及雙后軸負荷應分不不超過8OkN和24OkN?？傎|量更大的公路用車可采納四軸。礦用自卸汽車為非公路汽車，不受此限制，其單軸負荷有的超過1000kN。本車為輕型平頭貨車，因此采納兩軸型式。1.5驅動形式的選擇

驅動型式常用4×2,4×4,6×4,6×6,8×8等代號表示。其中第一個數字為汽車的車輪總數，第二個數字為驅動輪數，關于雙胎車輪仍按一個車輪計。

轎車和廠定汽車總質量小于19t的公路用車，廣泛采納4x2的驅動型式，因為其結構簡單、制造成本低；廠定汽車總質量為19－26t，的公路用車則可采納6×2或6×4的驅動型式；總質量為28-32t的公路用車則采納8×4的驅動型式口

礦用自卸汽車由于行駛場地較小，要求高機動性，因此，即使是重型礦用自卸汽車也多采納4×2的驅動型式且為短軸距，少數采納4×4和6×4的驅動型式。

本車載重為750kg，因此采納4×2載貨汽車要緊技術參數的確定2.1汽車質量參數的確定2.1.1汽車載荷質量的確定汽車的載荷質量是指汽車在良好路面上所同意的額定裝載質量，用表示。題目中給定的是750kg。2.1.2整車整備質量的預估汽車的整車整備質量是指車內帶有全部裝備，包括隨車工具和輪胎，加滿油和水，但沒有載貨和載人時的整車質量，用表示。(1)質量系數的選取關于輕中型載貨汽車，參考同類車型：金杯領騏輕卡70馬力4X2雙排欄板載貨車(SY1024SK1F)，取質量系數=0.8(2)估算整車整備質量=/=750/0.8=937.5kg2.1.3汽車總質量的確定汽車總質量是指汽車整車整備質量、汽車裝載質量和駕駛室乘員（含駕駛室）質量三者之和，用表示。駕駛室乘員質量以每人65kg。按乘員人數為4人。=++465=2500kg2.1.4汽車軸數和驅動型式的確定汽車軸數要緊是依照車輛的總質量、公路車輛法規(guī)和汽車的用途來確定。由于汽車的總質量的不超過19t時，因此選42；2.1.5汽車的軸荷分配汽車的軸荷分配阻礙汽車的使用性能和輪胎的使用壽命，為了使輪胎的壽命一致。表2-1為各類載貨汽車軸荷分配的數據。表2-1載貨汽車軸荷分配貨車型式滿載（%）空載（%）前軸后軸前軸后軸42，平頭30-3565-7048-5446-522.2汽車要緊尺寸的確定2.2.1汽車軸距L的確定在汽車的要緊性能、裝載面積和軸荷分配等各個方面要求下選取。各類載貨汽車的軸距選用范圍如表2-2所示。表2-2載貨汽車的軸距和輪距總質量（T）軸距（mm）輪距（mm）1.8-6.02300-36001300-1650選取L=2570mm。2.2.2汽車的前、后軸距和汽車輪距B應該考慮到車身橫向穩(wěn)定性，要緊取決于車架前部的寬度、前懸架寬度、前輪的最大轉角和輪胎寬度，同時還要考慮轉向拉桿、轉向輪和車架之間的運動間隙等因素。要緊取決于車架后部寬度、后懸架寬度和輪胎寬度，同時還要考慮車輪和車架之間的間隙。各類載貨汽車的輪距選用范圍如表1-2所示。選取=1150mm，=1250mm。2.2.3汽車前懸和后懸的確定一般載貨汽車的前懸不宜過長，但要有足夠的縱向布置空間，以便布置發(fā)動機、水箱、轉向器等部件。后懸也不宜過長，一般為1.2-2.2m。參考同類車型選取=1030mm,=1200mm。2.2.4汽車的外廓尺寸我國法規(guī)對載貨汽車外廓尺寸的規(guī)定是：總高不大于4米，總寬不大于2.5米，外開窗、后視鏡等突出部分寬度不大于250mm,總長不大于12米。一般載貨汽車的外廓尺寸隨載荷的增大而增大。在保證汽車要緊使用性能的條件下應盡量減小外廓尺寸。參考同類車型取外形尺寸長寬高=474017102200mm。車廂尺寸長寬高=480017102010mm。2.3汽車要緊尺寸性能參數的確定2.3.1汽車動力性參數的確定(1)最高車速的確定載貨汽車的最高車速要緊是依照汽車的用途以及使用條件和發(fā)動機功率大小來確定,給定的=100km/h。(2)加速時刻的確定汽車起步連續(xù)換檔加速時刻是汽車加速性能的一項重要指標。載貨汽車通常用0-60km/h的加速時刻來評價。(3)最大爬坡度的確定由于載貨汽車在各地路面上行駛，要求有足夠的爬坡能力。一般在30%左右。(4)直接檔最大動因數的確定直接檔最大動因數的確定要緊是考慮汽車以直接檔行使時的爬坡能力及加速能力和燃油經濟性的要求。輕中型汽車的如表2-3所示表2-3載貨汽車的動力參數汽車類不總質量（t）直接檔最大動力因數I檔最大動力因數輕中型2.0-6.00.03-0.060.30-0.40(5)I檔最大動力因數的確定I檔最大動力因數的確定要緊是考慮汽車的最大爬坡能力，并與汽車的起步連續(xù)換檔加速能力有關。各類汽車的參見表2-3。2.3.2汽車燃油經濟性參數的確定載貨汽車的燃油經濟性常用單位燃油消耗量來評價。單位燃油消耗量是汽車每一噸總質量行使100km所消耗的燃油量。載貨汽車的單位燃油消耗量如表2-4所示。表2-4貨車單位質量百公里燃油消耗量總質量(t)汽油機柴油機4.0-6.02.8-3.21.9-2.12.3.3汽車通過性參數的確定載貨汽車的通過性參數要緊有接近角、離去角、最小離地間隙和最小轉彎直徑等。其值要緊依照汽車的用途和使用條件選取，可參考表2-5。表2-5載貨汽車的通過性參數汽車類型最小離地間隙接近角（度）離去角（度）最小轉彎半徑4x2貨車100-300mm40-6025-4510.0-19.0m2.3.4汽車制動性參數的確定汽車制動性常用制動距離和制動減速度作為設計評價參數。行車制動在產生最大制動作用時踏板力不得大于700N，行車制動效能的要求如表2-6所示。表2-6載貨汽車制動效能要求總質量（t）初速30km/h制動距離（m）初速30km/h制動減速度（m/）4.5-1286.03載貨汽車要緊部件的選擇及布置3.1發(fā)動機的選擇與布置3.1.1發(fā)動機型式的選擇目前汽車發(fā)動機要緊采納往復式內燃機，分為汽油機和柴油機兩大類。當前在我國的汽車內要緊是汽油機，由于柴油機燃油經濟性好、工作可靠、排氣污染少，在汽車內應用日益增多。輕中型汽車可采納汽油機和柴油機，參考同類車型，本車選取柴油發(fā)動機。3.1.2發(fā)動機要緊性能指標的選擇發(fā)動機的要緊性能指標是發(fā)動機最大功率和發(fā)動機的最大轉矩。(1)發(fā)動機最大功率及其相應轉速的選擇汽車的動力性要緊決于發(fā)動機的最大功率值，發(fā)動機的功率越大，動力性就好.最大功率值依照所要求的最高車速計算，如下：（3-1）式中：……最大功率，kw………傳動系效率，關于單級減速器取0.9g…………重力加速度，m/f…………滾動阻力系數，取0.02…….空氣阻力系數，取1A…………汽車的正面迎風面積，本車A取3.485………汽車總質量，kg……汽車最高車速，km/h帶入相關數據，可得：==51.86kw因此，發(fā)動機的外特性功率為：=(1.12~~1.20)=51.86(1.12~~1.20)=54.08~~62.2kw查閱資料由《九十年代發(fā)動機》一書，選取F6L912Q型柴油機廣西玉林柴油機總廠要緊技術參數見表3-1,其總功率特性曲線如圖3-1所示。表3-1要緊技術參數型號YCAF85-21氣缸數4氣缸布置方式直列進氣方式增壓+DOC燃燒室方式直噴形式缸徑/行程（mm）92/100排量/L2.66最大功率/轉速（kw/r/min）62.5/3200最大扭矩/轉速（kw/r/min）245/2200全負荷最低燃油消耗率g/kw*h215機油消耗率（g/(kw*h)）0.2長*寬*高（mm）1075*663*813凈質量（kg）260發(fā)動機的萬有特性曲線，如下圖3-1.(2)發(fā)動機最大轉矩及其相應轉速的選擇當發(fā)動機最大功率和相應的轉速確定后，則發(fā)動機最大轉矩和相應轉速可隨之確定，其值由下式計算：==（3-2）式中：—轉矩適應系數，一般1.1-1.3，在那個地點取1.1；—最大功率時的轉矩，N*m____最大功率，kw______最大功率時轉速，r/min____最大轉矩，N*m而/=1.4-1.6，在那個地點取為1.6，則有：=/1.6=3200/1.6=2000r/min=1.1=170.2*m滿足所選發(fā)動機的最大轉矩及相應轉速要求。3.2輪胎的選擇載貨汽車輪胎要緊是依照軸荷分配、輪胎的額定復合、使用條件以及車速來選擇，所選的輪胎在使用中靜載荷應等于或接近于輪胎的額定負荷值。輪胎所承受的最大靜負荷與輪胎負荷值之比稱為輪胎負荷稀疏，為了幸免超載，此值應在0.9-1.0之間。此車選用GB2977-89的輪胎斷面寬度200mm。表3-2輪胎參數規(guī)格層級負荷下靜半徑最大使用尺寸外直徑GB9744-976.8312652mm3.3離合器的選擇雙片干式盤形摩擦離合器3.4萬向傳動軸的選擇選用兩軸式傳動軸,并用十字軸連接3.5主減速器的形式單級主減速器圓柱齒輪傳動4總體布置的計算4.1軸荷分配及質心位置計算4.1.1平靜時的軸荷分配及質心位置總布置的側視圖上確定各個總成的質心位置，及確定各個總成執(zhí)行到前軸的距離和距地面的高度。依照力矩平衡的原理，按下列公式計算各軸的負荷和汽車的質心位置：++……=L++……=++…………= （4-1）式中：、、……各個總成的質量，kg、、………各個總成質心到前軸的距離，mm、…………各個總成質心到地面的距離，mm、………前、后軸負荷，mm……….汽車質心高度，mm………汽車軸距,mm………汽車質心到前軸的距離，mm………汽車質心到后軸的距離，mm在總布置時，汽車的左右負荷分配應盡量相等，一般能夠不計算，軸荷分配和質心位置應滿足要求，否則，要重新布置各總成的位置，如調整發(fā)動機或車廂位置，以致改變汽車的軸距。各總成質量及其質心到前軸的距離、離地高度見表4-1。表4-1要緊部件空載時質心坐標（x,y）滿載時質心坐標（x,y）部件質量（kg）發(fā)動機及其部件（-500，950）（-500，850）260前懸及減振器（0，550）（0，450）30萬向節(jié)及傳動軸（2600，400）（2600，350）28后懸及減振器（2500，550）（2500，500）80變速器及離合器總成(750,740)(750,640)60后軸及后軸制動器(2500,500)(2500,450)180前軸，前制動器及轉向梯形(250,800)(250,500)100車輪及輪胎總成（2000,500）(2000,450)300駕駛室(650,1000)(650,900)55貨箱(2500,850)(2500,750)120前擋泥板(0，581)(0，560)38后擋泥板(3300，581)(3300，560)38人(0,1100)(0,1000)325貨物(2000,1200)（2000，1130）750油箱(1065,300)(1065,250)16蓄電池組(1065,735)(1065,615)20車架及支架，拖鉤裝置（1632，450）（1632，400）100由表4-1可得：空載時：2023875=2570’1938743=2900’’+’=17502570’=1750b2570’=1750a因此’=787.5kg，’=962.5kg，a=1156.5mm,b=1413.5mm,’=638.45mm。滿載時，4176250=25702061900=2500+=25002570=2500b2570=2500a因此=1625kg，=875kg，a=1670.5mm,b=899.5mm,=824.76mm4.1.2水平路面上汽車滿載行駛時各軸的最大負荷計算：關于后輪驅動的載貨汽車在水平路面上滿載行駛時各軸的最大負荷按下列公式計算：（4-2）式中：：行駛時前軸最大負荷，kg:行駛時后軸最大負荷,kg令：=，（4-3）式中：：行駛時前軸軸荷轉移系數，該值為0.8-0.9；：行駛時后軸軸荷轉移系數，該值為1.1-1.2。代入相關數據，計算的：=kg=kg因此有:==0.826,=1.03滿足要求。4.1.3制動時各軸的最大負荷計算：汽車制動時各軸的最大負荷按下列公式計算： （4-4）式中：：行駛時前軸最大負荷，kg;：行駛時后軸最大負荷，kg;令：=，（4-5）式中：：行駛時前軸軸荷轉移系數，1.4-1.6;：行駛時后軸軸荷轉移系數，0.40-0.80;代入相關數據，計算得到：==1276.07kg==1223.9kg因此有：=1.4,=0.75滿足要求。4.2驅動橋主減速器傳動比的選擇在選擇驅動橋主減速器傳動比時，首先可依照汽車的最高車速、發(fā)動機參數、車輪參數來確定，其值可按下式計算：（4-6）式中:………汽車的最高車速,已知100km/h;…………最高車速時發(fā)動機的轉速，r/min,一般==3200r/min;r……………車輪靜半徑，r=0.326m故==0.377=3.9324.3變速器傳動比的選擇4.3.1變速器一檔傳動比的選擇在確定變速器一檔傳動比時,需要考慮驅動條件和附著條件。為了滿足驅動條件，其值應符合下式子：式中：……最大爬坡度，=16.7度代入相關數據，計算得：==4.063=7.14784.3.2變速器檔數和各檔傳動比的選擇這中型載貨汽車采納5檔變速，各檔變速比遵循下式關系分配：（4-7）參考同類車型確定各檔傳動比為如下表4-2表4-2各檔的傳動比型號中心距干重速比檔位WLY52585mm56kg5.568，2.879，1.634，1.00，0.814，135245汽車動力性及燃油經濟性計算5.1汽車動力性能的計算5.1.1驅動平衡的計算(1)驅動力的計算汽車的驅動力按下式進行計算： （5-1）式中：:力，N:動機轉矩，N*M;:發(fā)動機轉速，r/min;:汽車的車速，km/h:主減速器的傳動比。代入相關數據，計算所得數據如下表5-1所示。表5-1相關計算結果列表(n100012001400160018002000220024002600p182127303840505354g238227223225220217224228233T153170180187190198210208198V15.6146.7367.8598.98210.111.2312.3513.4714.6V210.8613.0315.217.3719.5421.7123.8926.0628.23V319.1322.9526.7830.6134.4338.2642.0845.9149.74V431.2637.5143.7650.0156.2662.5168.7775.0281.27V538.446.0853.7661.4469.1276.884.4892.1699.84Ft1268972780328105284082871028408287102810528105Ft2139071437614532146891484514689148451453214532Ft3789381598248833784258337842582488248Ft4483149935048510251565102515650485048Ft5393240654109415341974153419741094109f1494.6569.6571.4573.6576578.7581.6584.9588.5f2505.8512.7520.9530.4541.1553.1566.4580.9596.7f3543.2566.6594.3626.2662.4702.8747.5796.5849.7f4632.1694.6768.4853.7950.31058117813081450f5704.4798.7910.2103911851348152817251939a14.0774.2064.2524.2984.3454.2984.3444.254.25a23.6863.8133.8533.8943.9343.8883.9273.8373.833a32.5052.5882.6092.6282.6462.6022.6172.542.522a41.5411.5781.571.5591.5431.4841.461.3721.32a51.2031.2171.1921.1611.1231.0460.9950.8890.8091/a10.2450.2380.2350.2330.230.2330.230.2350.2351/a20.2710.2620.260.2570.2540.2570.2550.2610.2611/a30.3990.3860.3830.380.3780.3840.3820.3940.3971/a40.6490.6340.6370.6410.6480.6740.6850.7290.7581/a50.8310.8210.8390.8620.8910.9561.0051.1251.2371)行使阻力的計算汽車行駛時，需要克服的行使阻力為：（5-2）式中：:道路的坡度，平路是0：行使加速度，m/等速行駛時為0 :回轉質量換算系數,其值按=1+估算,其中=0.03-0.05,取為0.04;=0.04-0.06,取為0.05;:變速器各檔的傳動比.代入i=0,=0及相關數據，可得：=56409.8=994.896+0.1318(5-3)代入各個速度值,即得表5-2.v153045607590105120135Ff+Fw526.35635.4817.161071.61398.81798.62271.22816.53434.4表5-2行駛阻力與車速(2)驅動力——行駛阻力平衡圖按照公式5-1，5-2作——、——曲線圖，則得到汽車的驅動力—行駛阻力平衡圖，如圖5-1所示。利用該圖能夠分析汽車的動力性，圖中曲線與直接檔——曲線沒相交,因此五檔的最大速度即是汽車的最高車速。圖5-1FfF5F4F3F2F1FfF5F4F3F2F15.1.2動力特性的計算(1)動力因數D的計算汽車的動力性因數按下式關系計算：D=（5-4）代入相關的數據，計算所得結果見表5-1。(2)滾動阻力系數f與車速的關系f=0.0076+0.000056(5-5)計算所得的數據如表5-3所示.表5-3滾動阻力系數f與車速（km/h）1020406080100f0.008160.008720.009840.010960.012080.0132(3)動力特性圖按照公式5-4，5-5作D—、f-曲線圖，則得到汽車的動力特性圖，如圖5-2所示。由于所選發(fā)動機功率過大因此D5-Va與f-Va曲線交不上。fD5D4D3D2D1fD5D4D3D2D1圖5-2(4)加速時刻t的計算汽車在平路上等速行駛時，有如下關系：（5-6）即是（5-7）代入相關的數據，可得到加速度倒數1/a的值，見表5-1。作出1/a-關系曲線，如圖5-3，對加速度倒數和車速之間的關系曲線積分，能夠得到汽車在平路上加速行駛時的加速時刻。加速時刻為從穩(wěn)定車速到車速為60m/s時所需的時刻.可得:1檔2檔4檔3檔5檔1檔2檔4檔3檔5檔圖5-3(5)汽車最大爬坡度的計算==(5-8)式中::汽車變速器頭檔的最大動力因數,為0.390。則===21.6度=滿足最大爬坡度的要求。5.2功率平衡計算(1)汽車行駛時發(fā)動機能夠發(fā)出的功率汽車行駛時，發(fā)動機能夠發(fā)出的功率確實是發(fā)動機使用外特性時的功率值。發(fā)動機轉速和汽車速度之間的關系同前。(2)汽車行駛時所需要的發(fā)動機的功率汽車行駛時，所需要的發(fā)動機的功率是克服行駛阻力所消耗的功